摩擦系數(shù)對(duì)螺栓聯(lián)接性能的影響

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1、摩擦系數(shù)對(duì)螺栓聯(lián)接性能的影響 　　螺紋連接是汽車(chē)制造技術(shù)中使用最廣泛的連接方式,螺紋連接質(zhì)量直接影響到汽車(chē)裝配質(zhì)量和行駛可靠性[1].而影響螺紋聯(lián)接可靠性的因素有材料、摩擦系數(shù)、緊固件加工方法等[2].我國(guó)傳統(tǒng)汽車(chē)產(chǎn)品的螺紋聯(lián)接一般基于經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì),對(duì)螺紋緊固件沒(méi)有明確的摩擦性能要求,螺栓軸向預(yù)緊力分散,聯(lián)接可靠性較差,經(jīng)常發(fā)生松動(dòng)、斷裂等質(zhì)量問(wèn)題[3].國(guó)標(biāo)里缺乏車(chē)用螺栓的摩擦系數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范,一些汽車(chē)廠商將摩擦系數(shù)控制在 0. 13 0. 03 和0. 18 ~ 0. 3 這兩個(gè)范圍[4-5].微車(chē)中的連接螺栓多用六角頭或六角法蘭電鍍鋅螺栓、達(dá)克羅螺栓

2、[6]等,國(guó)內(nèi)對(duì)于微車(chē)的常用高強(qiáng)度螺栓的摩擦系數(shù)對(duì)其聯(lián)接性能的影響缺乏深入研究. 　　從控制螺栓扭矩系數(shù)穩(wěn)定性、防松脫兩個(gè)方面分析了摩擦系數(shù)對(duì)其聯(lián)接特性的影響,并通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證,提出了摩擦系數(shù)控制范圍的建議. 　　1 摩擦系數(shù)對(duì)螺栓聯(lián)接性能的影響 　　1. 1 摩擦系數(shù)對(duì)扭矩系數(shù)的影響 　　裝配螺栓大多使用扭矩法[7],扭矩系數(shù)是宏觀反應(yīng)軸向夾緊力與擰緊扭矩的線性關(guān)系[8].而摩擦系數(shù)是一個(gè)材料常數(shù),當(dāng)接觸面的材料、表面狀態(tài)一致時(shí),摩擦系數(shù)基本不變. 　　國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) GB/T16823. 3 - 2010《螺紋緊固件緊固通則》中指出,扭矩的計(jì)算公式為 T = Tw+ Ts+ Tf= K

3、Ffd ( 1) 扭矩系數(shù)的計(jì)算公式為 K =1/2d(P/π+ μsd2secα + μwD)w= K1+ K2+ K3 ( 2) 式中: 克服螺栓頭摩擦消耗的扭矩 Tw=1/2FfμwDw;克服螺紋摩擦消耗的扭矩 Ts= Ffμsd2/2cosα ; 轉(zhuǎn)化為預(yù)緊力的扭矩 Tf= FfP/2π. 　　螺栓的扭矩系數(shù)也可分為 3 個(gè)部分: 螺栓頭部扭矩系數(shù) K1=1/2dμwDw,螺紋扭矩系數(shù) K2=1/2dμsd2/cosα ,預(yù)緊力扭矩系數(shù) K3=P/2πd. 　　扭矩轉(zhuǎn)化率的計(jì)算公式為 η =K3/K1+ K2+ K3=P / ( 2π)

4、/μwRw+ μsr2secα +P2π ( 3) 式中: K 為扭矩系數(shù); P 為螺距,mm; d 為螺紋公稱(chēng)直徑,mm; d2為螺紋中徑,mm; μs為螺紋摩擦系數(shù);α 為螺紋牙側(cè)角,; μw為支撐面摩擦系數(shù); Dw為支撐面等效摩擦直徑,mm,Ff為軸向預(yù)緊力,kN.在螺栓擰緊實(shí)驗(yàn)中,通常將螺紋摩擦系數(shù) μs與支撐面摩擦系數(shù) μw近似相等,以總摩擦系數(shù) μ 來(lái)表征不同裝配螺栓的摩擦系數(shù). 　　軸向預(yù)緊力穩(wěn)定,螺栓聯(lián)接性能好.而扭矩系數(shù)的散差過(guò)大,不利于螺栓的可靠服役.由式( 2)可以看出,緊固件的摩擦系數(shù)散差與扭矩系數(shù)散差呈同方向變化的.在微車(chē)批量裝配螺栓的條件下,根據(jù)不

5、同供應(yīng)廠商提供的高強(qiáng)度螺栓,同一型號(hào)各個(gè)螺栓的摩擦系數(shù)存在散差,若摩擦系數(shù)散差過(guò)大,則可能導(dǎo)致扭矩系數(shù)散差過(guò)大,軸向預(yù)緊力分散,螺栓聯(lián)接會(huì)過(guò)早地失效,所以要控制同種高強(qiáng)度螺栓摩擦系數(shù)的散差. 　　擰緊螺栓需要克服摩擦力的作用,消耗擰緊力矩的能量一部分為克服螺栓頭摩擦力矩消耗的能量,一部分為克服螺紋摩擦力矩消耗的能量,剩下的轉(zhuǎn)換為保持螺栓預(yù)緊力所需要的能量[9].取 d =10 mm,α = 30,P = 1. 25 mm,查 GB / T196 - 2003得到,d2= 9. 188 mm,.μs= μw= 0. 10,μs= μw= 0. 15,μs= μw= 0. 20,μs= μ

6、w=0. 30 時(shí)扭矩的分布情況[10],如表 1 所示. 　　由表 1 可知,摩擦所決定的力矩要占 90% 左右,而用于產(chǎn)生螺栓預(yù)緊力的力矩僅占 10% 左右,擰緊力矩中大部分能量都被摩擦消耗.摩擦系數(shù)大,摩擦消耗的能量就越多,裝配扭矩轉(zhuǎn)換為預(yù)緊力的比例就小.從能量利用率上說(shuō),摩擦系數(shù)越小,扭矩的利用率越高,同時(shí),對(duì)高強(qiáng)螺栓的工藝和擰緊設(shè)備的要求更加嚴(yán)格,成本也更高. 　　從式( 3) 可看出,隨著緊固件支撐面的摩擦系數(shù)和螺紋摩擦系數(shù)減小,扭矩轉(zhuǎn)化率增大,說(shuō)明摩擦系數(shù)小有利于能量利用.根據(jù)式( 3) 繪制出扭矩轉(zhuǎn)化率的三維圖和平面圖( 圖 1、圖 2) . 　　可知摩擦系數(shù)越小

7、,對(duì)扭矩系數(shù)的影響越大,但當(dāng)支撐面摩擦系數(shù)超過(guò) 0. 18,螺紋摩擦系數(shù)超過(guò)0. 23 時(shí),摩擦系數(shù)對(duì)扭矩系數(shù)的影響不大.當(dāng)控制螺栓的摩擦系數(shù)小于 0. 18 時(shí),更應(yīng)該控制摩擦系數(shù)的散差. 　　1. 2 摩擦防松機(jī)理 　　變載荷、振動(dòng)和沖擊是造成螺紋緊固件松動(dòng)的主要因素[11].微車(chē)在行駛過(guò)程中,其螺栓都處于振動(dòng)、沖擊、磨損或者高溫的環(huán)境中,由于各零件的慣性和與其相連零件的相互作用,使螺紋的摩擦系數(shù)急劇降低,甚至出現(xiàn)摩擦阻力瞬時(shí)消失,破壞原有的平衡關(guān)系,使螺紋副不能滿(mǎn)足自鎖條件,產(chǎn)生微量的相對(duì)滑動(dòng),多次相對(duì)滑動(dòng)累加,就會(huì)導(dǎo)致預(yù)緊力減小,最終連接松動(dòng)[10]. 　　摩擦所決定的力矩要占

8、90% 左右,上述環(huán)境的變化,都對(duì)摩擦所決定的力矩造成大的波動(dòng),所以在聯(lián)接中,要保持穩(wěn)定的摩擦系數(shù),才不致使擰緊力矩迅速降低而產(chǎn)生松動(dòng).同時(shí)摩擦系數(shù)越大,摩擦阻力也越大,螺栓聯(lián)接松動(dòng)的可能性就越小[12],有利于提高螺栓的防松性能. 　　2 實(shí)例 　　以上理論分析可知摩擦系數(shù)是影響扭矩系數(shù)的主要因素之一[13].扭矩系數(shù)是一個(gè)經(jīng)驗(yàn)參數(shù),影響扭矩系數(shù)的原因有很多,即使一批螺栓的摩擦系數(shù)恒定,扭矩系數(shù)也不可避免地出現(xiàn)散差.是否對(duì)摩擦系數(shù)進(jìn)行控制,控制到哪個(gè)程度,控制摩擦系數(shù)能否使扭矩系數(shù)穩(wěn)定,需要實(shí)驗(yàn)進(jìn)一步探索. 　　螺栓的摩擦系數(shù)小,有利于更多的能量轉(zhuǎn)換為軸向預(yù)緊力,提高扭矩的利用率,但是

9、摩擦系數(shù)大,能提高摩擦系數(shù)的防松性能.對(duì)摩擦系數(shù)的控制范圍需要進(jìn)一步實(shí)驗(yàn)研究.而目前有些汽車(chē)廠商將摩擦系數(shù)控制在 0. 13 0. 03 和 0. 18 ~0. 3 兩個(gè)范圍,所以,針對(duì)這 2 組摩擦系數(shù)的范圍,綜合控制扭矩系數(shù)的穩(wěn)定性和保證防松性能兩個(gè)因素,對(duì)摩擦系數(shù)的控制范圍進(jìn)行分析. 　　2. 1 摩擦系數(shù)對(duì)扭矩系數(shù)穩(wěn)定性影響的實(shí)驗(yàn) 　　實(shí)驗(yàn)采用 Schatz 多功能螺栓緊固分析系統(tǒng),該系統(tǒng)可以測(cè)量出螺栓的極限強(qiáng)度、螺栓擰緊過(guò)程中的夾緊力、螺紋副上的扭矩等.實(shí)驗(yàn)嚴(yán)格按照 GB/T16823. 3-2010 實(shí)施. 　　以控制摩擦系數(shù)在 0. 13 0. 03 范圍的電鍍鋅螺栓和未

10、控制摩擦系數(shù)的電鍍鋅螺栓[14]為實(shí)驗(yàn)對(duì)象,通過(guò)緊固件擰緊實(shí)驗(yàn)分析兩種螺栓的扭矩系數(shù)散差.試驗(yàn)螺栓統(tǒng)一為六角頭螺栓,螺母為六角法蘭螺母,螺栓型號(hào)為 M10 × 1. 25 × 60,強(qiáng)度等級(jí)為10. 9 級(jí),螺母型號(hào)為 M10 × 1. 25,相應(yīng)等級(jí)為 10級(jí).兩者表面處理方式相同,處理后螺栓與螺母采用 6H/6g 配合.墊塊板厚為 3 mm,機(jī)械加工后表面粗糙度為 3. 2 μm,銳角倒鈍. 　　每組按照不同的連接部位進(jìn)行 50 次實(shí)驗(yàn),通過(guò)Matlab 軟件對(duì)記錄的數(shù)據(jù)分別進(jìn)行正態(tài)分布擬合[15],如圖 3,圖 4,并計(jì)算兩種螺栓的扭矩系數(shù)和強(qiáng)度極限

11、的均值、標(biāo)準(zhǔn)值和變異系數(shù)[16].將扭矩系數(shù)和極限強(qiáng)度制成分布盒圖,如圖 5,圖 6 所示. 　　從圖3,圖5 可以看出控制摩擦系數(shù)后的扭矩系數(shù)的正態(tài)分布更為集中,而未控制摩擦系數(shù)的扭矩系數(shù)的正態(tài)分布則分散.從表 2 可以看出,控制前扭矩系數(shù)大多分布在0.43 左右,而控制后扭矩系數(shù)大多分布在0.23 左右,扭矩系數(shù)顯著減少,降低了46.5%,標(biāo)準(zhǔn)差和變異系數(shù)反映了扭矩系數(shù)的散差,控制后扭矩系數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)差、變異系數(shù)分別降低了 60.7% 和 27.2%. 　　說(shuō)明摩擦系數(shù)散差對(duì)扭矩系數(shù)散差的影響大,控制摩擦系數(shù)有利于控制扭矩系數(shù)的穩(wěn)定性. 　　從圖 4,圖 6 可以看出控制摩擦系數(shù)后的

12、極限強(qiáng)度的正態(tài)分布更為集中,而未控制摩擦系數(shù)的極限強(qiáng)度的正態(tài)分布則分散.從表 2 可以看出,控制后螺栓的極限強(qiáng)度要高出控制前的 59. 7%,控制后極限強(qiáng)度顯著提高,控制后極限強(qiáng)度的標(biāo)準(zhǔn)差和變異系數(shù)分別降低了 34. 5%和 59. 0%,說(shuō)明控制摩擦系數(shù)可以顯著提高螺栓聯(lián)接性能的穩(wěn)定性. 　　2. 2 摩擦系數(shù)對(duì)螺栓防松性能的影響實(shí)驗(yàn) 　　橫向振動(dòng)相對(duì)于軸向振動(dòng)更易產(chǎn)生螺紋連接松動(dòng)[17].直接測(cè)試微車(chē)工作時(shí)螺栓摩擦系數(shù)的動(dòng)態(tài)變化耗費(fèi)多,這里以橫向振動(dòng)為例,通過(guò)測(cè)試預(yù)緊力的衰減,衡量不同摩擦系數(shù)的微車(chē)常用高強(qiáng)螺栓的防松性能. 　　實(shí)驗(yàn)采用橫向振動(dòng)試驗(yàn)機(jī),夾緊力測(cè)量誤差在 3% 內(nèi),

13、橫向位移測(cè)量誤差在 1% 內(nèi).將緊固件擰緊在試驗(yàn)裝置上,試驗(yàn)機(jī)產(chǎn)生交變橫向位移,連續(xù)記錄螺栓預(yù)緊力變化的瞬時(shí)值,根據(jù)記錄的數(shù)據(jù),判定緊固件的防松性能.實(shí)驗(yàn)嚴(yán)格按照 GB/T10431-2008 實(shí)施. 　　試驗(yàn)螺栓為 4 種摩擦系數(shù)的六角頭法蘭面螺栓,表面處理方式分別為 Ep. Zn8. c2C、Ep. Zn8.c2C( 控制摩擦系數(shù)為 0. 15 ) 、Ep. Zn8. c2D、達(dá)克羅,與之相配的螺母的表面處理方式相同,螺栓與螺母采用 6H/6g 配合,每組取 10 個(gè)螺栓螺母,計(jì)算均值.對(duì)不同摩擦系數(shù)的螺栓進(jìn)行橫向振動(dòng)實(shí)驗(yàn),測(cè)試初始、30 、60 、90 、120 后的

14、軸向力,實(shí)驗(yàn)結(jié)果如表 3. 　　通過(guò)不同摩擦系數(shù)的螺栓殘余軸向力對(duì)比,得出摩擦系數(shù)越小,防松性能越好.從圖 7 中可以發(fā)現(xiàn)軸向力下降的趨勢(shì)大致相同,而且在最初的 30 下降最顯著,最大降幅分別為 5. 90%、 6. 32%、8. 25% 、10. 20% .摩擦系數(shù)為 0. 25 和 0. 20 的螺栓在 60 后軸向力的降幅很小,不到 0. 4%,預(yù)測(cè)這兩種摩擦系數(shù)的螺栓防松性能穩(wěn)定,摩擦系數(shù)為 0. 12的螺栓在 60 以后,預(yù)緊力有持續(xù)下降的趨勢(shì),但不明顯,其防松性能較好.圖 8 中通過(guò)對(duì)不同摩擦系數(shù)殘余/初始的對(duì)比,當(dāng)摩擦系數(shù)從 0. 15 變化到0. 12,雖

15、然摩擦系數(shù)只降低了 0. 03,但是剩余預(yù)緊力與初始預(yù)緊力的比值下降了 6%,降幅最大,而且隨著摩擦系數(shù)的降低,剩余預(yù)緊力降低的越多,說(shuō)明摩擦系數(shù)小的螺栓也要控制散差,保證螺栓防松性能穩(wěn)定. 　　摩擦系數(shù)對(duì)于螺栓的防松性能影響大,摩擦系數(shù)越小,越不利于防松,這與摩擦防松機(jī)理相吻合. 　　隨著車(chē)況、環(huán)境的影響,微車(chē)的高強(qiáng)螺栓的摩擦系數(shù)是動(dòng)態(tài)變化的,摩擦系數(shù)越小的螺栓在服役過(guò)程中摩擦系數(shù)的繼續(xù)降低是導(dǎo)致螺栓聯(lián)接松脫的主要原因.經(jīng)過(guò)實(shí)驗(yàn)可知,微車(chē)高強(qiáng)螺栓摩擦系數(shù) 0. 12 左右及以上的螺栓的防松性能比較好. 　　3 結(jié)論 　　1) 對(duì)擰緊扭矩的能量損失和扭矩的利用率進(jìn)行分析,得出降低螺栓的

16、摩擦系數(shù)能提高扭矩的利用率,有利于減少擰緊力矩的能量損耗. 　　2) 通過(guò)扭矩轉(zhuǎn)化率的三維圖和平面圖可以看出摩擦系數(shù)不同取值對(duì)扭矩系數(shù)的影響,發(fā)現(xiàn)當(dāng)支撐面摩擦系數(shù)超過(guò) 0. 18,螺紋摩擦系數(shù)超過(guò) 0. 23時(shí),摩擦系數(shù)對(duì)扭矩系數(shù)的影響不再顯著,摩擦系數(shù)小于 0. 18 的螺栓要注意控制散差.說(shuō)明摩擦系數(shù)越小,對(duì)扭矩系數(shù)的影響越大,必須控制摩擦系數(shù),提高扭矩系數(shù)的穩(wěn)定性. 　　3) 對(duì)控制摩擦系數(shù)前后的電鍍鋅高強(qiáng)螺栓進(jìn)行了擰緊實(shí)驗(yàn),發(fā)現(xiàn)控制螺栓的摩擦系數(shù)能提高扭矩系數(shù)的穩(wěn)定性.摩擦系數(shù)在 0. 13 0. 03 的電鍍鋅高強(qiáng)螺栓的扭矩系數(shù)穩(wěn)定性好. 　　4) 通過(guò)橫向振動(dòng)實(shí)驗(yàn)對(duì)不同摩擦

17、系數(shù)的螺栓的防松性能進(jìn)行評(píng)估,可知隨著摩擦系數(shù)增大,防松性能越好.同時(shí),摩擦系數(shù)為 0. 12 左右及以上的螺栓的防松性能比較好.摩擦系數(shù)為 0. 13 0. 03 的螺栓的防松性能比摩擦系數(shù)為 0. 18 ~ 0. 3 的螺栓差,但是前者的防松是可靠的. 　　5) 針對(duì)目前有些汽車(chē)廠商將摩擦系數(shù)控制在0. 13 0. 03 和 0. 18 ~ 0. 3 兩個(gè)范圍,從控制扭矩系數(shù)的穩(wěn)定性和防松可靠?jī)煞矫婢C合考慮,摩擦系數(shù)控制在 0. 13 0. 03 的螺栓比控制在 0. 18 ~ 0. 3 的螺栓聯(lián)接性能更好. 　　[參考文獻(xiàn)] 　　[1] Nassar S A,Matin P

18、H,Barber G C. Thread frictiontorque in bolted joints [C]/ / American Society ofMechanical Engineers, ASME / JSME 2004 PressureVessels and Piping Conference,2004: 145-154 　　[2] 李至廣. 鈦合金螺紋連接結(jié)構(gòu)預(yù)緊力、應(yīng)力、可靠性分析[D]. 長(zhǎng)沙: 國(guó)防科學(xué)技術(shù)大學(xué),2004Li Z G. Analysis of preload, stress, reliability oftitanium screw joint str

19、ucture[D]. Changsha: NationalUniversity of Defense Technology,2004 ( in Chinese) 　　[3] 熊云奇,張瓊敏,盧海波. 汽車(chē)螺紋緊固件摩擦性能要求探討[J]. 汽車(chē)科技,2000,( 1) : 30-32Xiong Y Q,Zhang Q M,Lu H B. Automobile frictionperformance requirements of threaded fasteners [J].Auto Mobile Science and Technology,2000,( 1) : 30-32( in Ch

20、inese) 　　[4] 林湖. 高強(qiáng)度汽車(chē)緊固件調(diào)查報(bào)告[J]. 汽車(chē)工藝與材料,2006,( 6) : 27-29Lin H. Investigation report on high-strengh automotivefasteners [J]. Automobile Technology and Material,2006,( 6) : 27-29 ( in Chinese) 　　[5] 林浩. 如何合理選擇螺栓的裝配扭矩[J]. 汽車(chē)與配件,2012,( 46) : 26-27Lin H. How to select the reasonable assembly torque ofthreaded fasteners [J]. Automobile and Parts,2012,( 46) : 26-27 ( in Chinese) 　　[6] 徐關(guān)慶,林勝榮. 汽車(chē)防護(hù)性表面處理技術(shù)發(fā)展[J].電鍍與精飾,2007,29( 4) : 27-32Xu G Q,Lin S R. Development of automobile protectivesurface treatment technique[J]. Plating and Finishing,2007,29( 4) : 27-32 ( in Chinese)